大连理工大学机械设计大作业.docx
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大连理工大学机械设计大作业
一、设计任务书及原始数据2
二、根据条件计算传动件的作用力3
计算齿轮处转矩T、圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa..3
2.2计算链轮作用在轴上的压力3
2.3计算支座反力4
三、初选轴的材料,确定材料的机械性能4
四、进行轴的结构设计5
4.1确定最小直径5
4.2设计其余各轴段的直径和长度,且初选轴承型号5
4.3选择连接形式与设计细部结构6
五.轴的疲劳强度校核6
5.1轴的受力图6
5.2绘制弯矩图7
5.3绘制转矩图8
5.4确定危险截面9
5.5计算当量应力,校核轴的疲劳强度9
六、选择轴承型号,计算轴承寿命10
计算轴承所受支反力10
计算轴承寿命11
七、键连接的计算11
八、轴系部件的结构装配图12
、设计任务书及原始数据
题目二:
二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器输出轴组合结构设计
1-骡;2-fe;3-击热4-絲
名称
子母表示及单位
轴输入功率
P/kW
轴转速
n/(r/min)
130
齿轮齿数
Z2
103
齿轮模数
/mm
4
齿轮宽度
B/mm
80
齿轮螺旋角
8°6'34〃
a/mm
80
L/mm
215
s/mm
100
链节距
t/mm
链轮齿数
z
29
表1设计方案及原始数据
二、根据条件计算传动件的作用力
计算齿轮处转矩T、圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa
:
轴输入功率P=4.3kW转速n=130r/(min)。
(1)齿轮上的力
转矩计算公式:
T=9.550X106P/n
将数据代入公式中,得:
T=315885(N・mm)圆周力计算公式:
Ft=2T/,==416(mm)(认为是法面模数)将转矩T带入其中,得:
Ft=1519(N)径向力计算公式:
Fr=FtXtana/cos,=
将圆周力Ft带入其中,得:
Fr=558(N)
轴向力计算公式:
Fa=FtXtan
将圆周力Ft带入其中,得:
Fa=216(N)
计算链轮作用在轴上的压力
链轮的分度园直径
链速v=
链的圆周力F=
链轮作用在轴上的压力
计算支座反力
1、计算垂直面〔XOZ支反力
根据受力分析图,我们可以利用垂直面力矩平衡原理〔工MY=0〕得出求解A点垂
直面支反力Ri:
Ri=Fti-Rz2
艺Ma=Rz2XlAC-Ft1XlAE=O
即艺M=1519X135-Rz2X215=0
Rz2=954N
Ri=565N
2、计算水平面〔XOY支反力
根据受力分析图,我们可以利用水平面力矩平衡原理〔工MZ=O〕得出求解A
点水平面支反力Ri的计算公式:
Rl=FQ-Ry2—Fr
艺MZ=Ry2Xlac+FrXlAB+FaXr-FQXlAD
艺MZ=R2X215+558X135+216X135-X315=0
R2=4437N
R—4437-558=-1635N
三、初选轴的材料,确定材料的机械性能
初选材料及机械性能见表
材料牌号
45号
热处理方法
调质处理
毛坏直径/mm
硬度/HBS
217~255
/MPa
650
/MPa
360
/MPa
300
/MPa
30~40
[]/MPa
215
[]/MPa
103
/MPa
60
四、进行轴的结构设计
4.1确定最小直径
按照扭转强度条件计算轴的最小值dmin。
其设计公式为:
31/31/3
d>[9550x10P/(0.2[tT]n)]=Co(P/n)
查?
机械设计?
中表8-2(P191),得由轴的材料及承载情况确定的系数
G=118~107,由于轴既受转矩作用又受弯矩作用,且弯矩大小未知,故初选大值,选定C0=118。
将数据轴输入功率转速n=130r/(min)带入公式中,得:
dmin=118x(4.3/130)1/3
由于轴上开有键槽,轴径增大5%,得:
xdminx
圆整成标准值,得:
D=40mm
4.2设计其余各轴段的直径和长度,且初选轴承型号
1、设计直径考虑轴上零件的固定、装拆及加工工艺要求。
首先考虑链轮的安装和固定D7取40mm再考虑轴承的选型,其直径末尾数必须为0、5;且为了便于计算,故D5初取55mm考虑链轮及轴承2的固定,故D6取50mm由于齿轮右端由轴套固定,故D4取67mm综合考虑轴承1的右端固定,轴承1、2取同一型号及齿轮的左端固定,将D3D2、D1分别取65mm60mm55mm综上:
D1=55mm;D2=60mm;D3=65mm;D4=67mm;D5=55mm;D6=50mm;D7=40mm
2、设计各个轴段长度
先考虑齿轮的装拆及右端定位,故L4取76mm再考虑最左端轴承1的固定以及装拆,L1取37mm考虑链轮的宽度B=L=52mmL7取47mm在根据轴承2与齿轮的相对位置及轴承2左端固定,L5取50mm考虑链轮与轴承2之间的相对位置及轴承2的右端固定,L6取67mm考虑齿轮左端的固定及轴环强度问题,L3取23mm考虑齿轮与轴承1之间的相对位置以及轴环长度,
L2取47mm。
综上:
L1=37mm;L2=47mm;L3=23mm;L4=76mm;L5=50mm;L6=67mm;L7=47mm
3、轴的初步结构设计图
4、初选轴承型号
根据轴承b、d处的轴段直径D仁D5=55mn查?
机械设计根底?
中附表3初选轴承型号为30211圆锥滚子轴承
选择连接形式与设计细部结构
选择连接形式
连接形式主要是指链轮与齿轮的周向固定:
初步选择利用键连接以固定链轮
与齿轮。
而键型号依据链轮处与齿轮处轴径大小D7D4分别为45mm57mm查?
机械设计根底?
中表10-9(Pi56)初选链轮处键的公称尺寸为14X9,而键长初取36mm初选齿轮处键的公称尺寸为16X10,键长初取56mm
综上平键尺寸:
链轮处:
14X9X36;齿轮处:
16X10X56
五•轴的疲劳强度校核
轴的受力图
Ft1
Fr
-VRy2
Fa
BCZ.
IRx2
Rz2
绘制弯矩图
1、垂直面弯矩图
依据受力分析图分析易得:
在垂直面(XOZ平面,A,C,D处弯矩为零,而B点处弯矩最大.C-D处无弯矩。
计算公式:
MBz=Ri?
(L-a)
带入说明书前面已经计算得出的垂直面支反力RZi,农数据,得:
B点垂直面弯矩
MBz=565x(215-80)=76275N?
mm
2、水平面弯矩图
依据受力分析图分析易得:
在水平面(XOY平面,由于无外加弯矩作用,根据?
材料力学?
中的理论得,A,D弯矩为0,下面来求B,C两点的水平弯
矩。
计算公式:
MBy=Ryi?
(L-a)Mcy=FqxS
带入前面已经计算得出的水平面支反力RUFq数据,得:
B点水平面弯矩
MBy=-1635x(215-80)=—220725NPmm
C点水平弯矩
My=-3360x100=-336000N?
mm
3、合成弯矩图
A,D俩个点弯矩
依据上面两个步骤求得的水平面及垂直面弯矩,进行合成。
为0,下面计算B,C弯矩。
计算公式:
M=(l\/+M2)1/2
带入数据My、My、Mz的值,得:
B点合成弯矩
B点左端面:
M=[762752+(—220725)2]"2=233532h?
mm
B点右端面
C点合成弯矩
M=[02+(—336000)2]1/2=336000NPmm
or
绘制转矩图
根据?
材料力学?
的理论分析以及轴的受力分析图可以得出,在a-b-c轴段上转矩相同,在c-d轴段上,没有转矩。
故可依据说明书中所计算得出的转矩T,绘制出转矩图。
确定危险截面
截面标号图
通过对轴上零件的受力分析,绘制弯矩及转矩图,并且综合考虑轴径大小以及键槽、圆角等因素对轴的应力的影响,最终确定了三个危险截面。
其中I截面处计算弯矩最大且存在转矩;u截面处右断面存在较大的弯矩且存在转矩,并且开有键槽会造成应力集中;川截面处虽然计算弯矩不大但存在转矩且该处截面积最小,并且开有键槽会造成应力集中。
计算当量应力,校核轴的疲劳强度
1、计算I截面处的当量应力:
抗弯模量
抗扭模量
I截面处最大弯矩
M=(336000-276386)-80X30+276386=298741.25N?
mm
I截面最大扭矩
T=315885N?
mm
当量应力
I截面处平安
2、计算U截面处右断面的当量应力:
抗弯模量
抗扭模量
U截面处最大弯矩
M=(336000-276386)-80X38+276386=304702.65N?
mm
U截面最大扭矩
T=315885N?
mm
当量应力
II截面处右断面平安
3、计算川截面处的当量应力:
抗弯模量
抗扭模量
川截面处最大弯矩
M=336000100X28=94080N?
mm川截面最大扭矩
T=315885N?
mm
当量应力
川截面处平安
综上所述:
所校核截面的当量应力均小于许用弯曲应力,故轴设计满足安全。
六、选择轴承型号,计算轴承寿命
计算轴承所受支反力
1〕水平面支反力
在说明书中已经求出,其中轴承1、2的水平支反力Rih、Rh的值等于
Rd、R2的值,故:
Rif=Ri=
r>hfR^2=4437
2〕垂直面支反力
在说明书中已经求出,其中轴承1、2的垂直支反力Riv、%的值等于甩、R2的值,故:
R1V=R:
1=
R^v=R:
2=
3〕轴承径向载荷
4〕轴承轴向载荷
内部轴向力的计算:
查?
机械设计根底?
中附表3,轴承型号为30211的圆锥滚子轴承
轴向支反力计算:
,由于轴承1左端已固定,轴不能向左移动,即轴承1被压紧。
轴承1(压紧端)轴向载荷:
轴承2(放松端)轴向载荷:
6.2计算轴承寿命
由于使用的是圆锥滚子轴承,所以根据公式P=X+Y计算当量动载荷。
轴承1当量动载荷:
e=;
所以
轴承2当量动载荷:
e=;
所以
轴承寿命计算公式为:
根据轴承类型与工作条件,各参数取值分别为:
fp=1.6,ft,£=;并
且查?
机械设计根底?
中附表三,其中额定动载荷Cr=90.8kN=90800N
轴承1的寿命:
轴承2的寿命:
七、键连接的计算
校核平键的强度
平键的挤压应力计算公式为:
依据平键工作条件与联接形式,两处平键均为受冲击载荷,且为静联接,故其许用挤压应力=90MPa
1)链轮处平键强度的校核:
:
315885(N•mm)d=45mmh=9mml=36mm
所以链轮处平键强度满足要求。
2)齿轮处平键强度的校核:
:
315885(N•mm)d=57mmh=10mml=56mm
所以齿轮处平键强度满足要求。
综上:
两处平键的计算应力均小于许用挤压应力,故可判断其强度均合格。
八、轴系部件的结构装配图
见附图
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- 大连理工大学 机械设计 作业
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